JP4700939B2 - 冷熱利用のガスタービン装置 - Google Patents

Description

本発明は、入口、出口ともに大気に開放された開放サイクルガスタービン装置に関し、詳しくは、液化ガスの冷熱利用を図ることでガスタービンの出力および効率を容易に向上させることができる冷熱利用のガスタービン装置に関する。

従来、この種開放サイクルガスタービン装置は、気温の上昇により出力、効率が低下するという課題があるため、次に示すように、吸気冷却にＬＮＧ（液化天然ガス）の冷熱を利用する吸気冷却方式を採用したものが提案されている。例えば、ガスタービン発電システムにおいて、ＬＮＧを用いて空気圧縮機の吸気冷却を行う切替え可能な２つの熱交換器を設置したものがある（例えば特許文献１参照）。このシステムによれば、その一方をＬＮＧ冷熱により吸気冷却に使用すると共に、この熱交換器内に吸気中の湿分が氷結付着して吸気冷却性能が低下したとき、他方の熱交換器を吸気の冷却に使用し、前記一方の熱交換器内に氷結付着した湿分を吸気により融解除去できる。
特開２００１―２８９０５７号公報

また、この種ガスタービン装置には、吸気冷却にＬＮＧの冷熱を利用するもので、気化器でＬＮＧにより第１媒体を冷却し、次いで、吸気冷却器を用いて前記第１媒体で空気を冷却する、いわゆる間接冷却方式を採用したものがある（例えば特許文献２参照）。
特開平１１−１０１１３０号公報

また、前記と同様、吸気冷却にＬＮＧの冷熱を利用するもので、ＬＮＧで冷却された空気を一旦液化空気タンクに貯蔵し、必要に応じて吸気ラインに液化空気を噴霧するものがある（例えば特許文献３参照）。
特開平１０−４７０８０号公報

また、間接中間冷却器を用いて行う中間冷却にＬＮＧの冷熱を利用したガスタービン装置も知られている（例えば特許文献４参照）。
特開平６−８８５３８号公報

さらに、前記開放サイクルガスタービン装置以外に、密閉サイクルガスタービン装置において、吸気の冷却にＬＮＧの冷熱を利用するものが知られている（例えば特許文献５参照）。
特開平２００３−５６３１２号公報

ところが、前記特許文献１に係るガスタービン装置によれば、一方の熱交換器内に吸気中の湿分が氷結付着する度に、他方の熱交換器に切替えて吸気冷却を行わなければならず、前記氷結した湿分も吸気により融解除去するようになっているため、複雑な配管構成や切替制御が必要となって、ガスタービン装置の製作コストが高くつき、メンテナンスも面倒なものとなる。また、２つの熱交換器を交互に切替えて使用するので、切替え時のタービン出力の低下、効率の低下は免れない。

前記特許文献２に係るガスタービン装置によれば、冷媒と専用の吸気冷却器が必要となって複雑な構成となるのみならず、いわゆる間接冷却方式であるため、ＬＮＧの気化冷熱が効率的に用いられない。

前記特許文献３に係るガスタービン装置によれば、液化空気の噴霧により吸気は冷却されるものの、前記液化空気は極低温であるため、前記特許文献１と同様、常温仕様となっている通常のガスタービン装置に適用すると、氷結のような様々な支障を来すおそれがある。また、ガスタービン装置以外に液化空気タンクおよびこれの付帯設備が必要となることで、装置製作のコストが高くつく。

前記特許文献４に係るガスタービン装置によれば、間接中間冷却器を設置する場所と吸気の配管スペースを予め考慮しておく必要があり、特に単段遠心圧縮機や軸流圧縮機を利用したガスタービンに追加するのは設計上難しい。

さらに、前記特許文献５に係るガスタービン装置によれば、ＬＮＧの冷熱を有効に利用しているが、開放サイクルガスタービン装置においては適用できず、有効な方法とはいえない。

そこで、本発明の目的は、既設のガスタービンに対して簡単な構成を付加するだけで適用できて、ガスタービンの出力と効率を向上させることができる冷熱利用のガスタービン装置を提供することにある。

前記した目的を達成するために、本発明に係る冷熱利用のガスタービン装置は、大気中の常温の空気を圧縮する吸気圧縮機、前記吸気圧縮機からの圧縮空気に燃料を混入して燃焼させる燃焼器、および前記燃焼器からの燃焼ガスにより駆動されて大気中に排ガスを放出するタービンを有し、前記吸気圧縮機が前記タービンにより駆動される常温仕様で設計されたガスタービン本体と、液化ガスの気化冷熱により空気を冷却する気化器と、前記気化器で冷却された空気を圧縮することにより−６℃ないし常温に昇温された加圧空気を前記ガスタービン本体の前記吸気圧縮機に供給する冷空気圧縮機とを備えている。ここで、前記冷空気圧縮機としては、低温仕様に設計されたものであって、気化器で冷却された極低温の冷却空気（例えば−100℃）のような０℃以下の空気を吸入しても十分に機能を発揮できるタイプのものを使用するのが好ましい。

この構成によれば、液化ガス（例えばＬＮＧ）の気化冷熱を有効利用して冷却された空気を圧縮して、その加圧空気をガスタービン本体に供給しており、冷却された低温の空気の圧縮効率は常温の空気の圧縮効率よりも高いから、その圧縮効率の差に相当する分だけ吸気圧縮機の動力を低減でき、ガスタービン装置の出力と効率を向上させることができる。また、既設のガスタービン装置に対して気化器と冷空気圧縮機とを追加するという簡単な構成であるので、既設のガスタービン装置をそのまま有効利用できて、装置製作のコストを抑えることができる。

本発明の好ましい実施形態では、前記加圧空気が前記吸気圧縮機の中段に供給されている。この構成によれば、前記加圧空気が前記吸気圧縮機の中段に供給されることで、中段以降の吸気の温度が低下するから、それだけ吸気圧縮機の動力が低減される。他方、冷空気圧縮機は低温の空気を圧縮するから、常温の空気を吸気圧縮機によって前記中段の圧力まで圧縮するよりも、動力が少なくて済む。こうして、吸気圧縮機の動力が低減され、ガスタービン装置の出力と効率を向上させることができる。

本発明の好ましい実施形態では、前記加圧空気が吸気圧縮機排出口からタービン内までの間に供給されている。この構成によれば、加圧空気を前記吸気圧縮機の中段に供給する場合と異なり、回転部分を有しない箇所に加圧空気を供給するので、供給のためのノズル構造が簡単になる。

また、加圧空気を吸気圧縮機排出口から燃焼器内までの間に供給する場合、前記加圧空気を前記排ガスと熱交換して加熱する再生器を設けることが好ましい。この再生器により加圧空気の温度が上昇するので、燃焼器での燃料の使用量が抑制される。これにより、ガスタービン装置の運転コストが低く抑えられる。

本発明の好ましい実施形態では、さらに、前記吸気圧縮機に導入される空気を冷却する吸気冷却器を備えている。この構成によれば、吸気圧縮機に導入される空気（吸気）の温度が低下し、圧縮動力が低減されるので、ガスタービン装置の出力と効率が向上する。

本発明の好ましい実施形態では、さらに、前記気化器に導入される空気から湿分を除去するドライヤを備えている。この構成によれば、気化器に導入される空気から湿分が除かれるから、前記気化器でＬＮＧの気化時の気化冷熱により前記空気が極低温に冷却されたときに氷結が発生するのが抑制されるので、冷空気圧縮機で効率よく圧縮できる。

さらに、本発明の好ましい実施形態では、前記気化器からの気化したガスが前記燃焼器に燃料として供給されている。この構成によれば、ＬＮＧのような液化ガスを気化させて吸気冷却用の気化冷熱として利用されるのみならず、燃焼器に供給する燃料（ＮＧ）としても有効に活用される。言い換えれば、ＬＮＧのような液化ガスを用いることで、燃焼器に供給する燃料（ＮＧ）と、吸気冷却用の気化冷熱とが同時に得られ、ガスタービン装置の運転コストを低く抑えることができる。

本発明の冷熱利用のガスタービン装置によれば、簡単な構成の付加により、低温の空気を圧縮して低温高圧の空気にして使えるので、ガスタービンの出力および効率の向上を図ることができる。しかも、既設の常温仕様のガスタービンに気化器と冷空気圧縮機を付加するだけであるから、装置設備のコストを低く抑えることができる。

以下、本発明の好ましい実施形態について図面を参照しながら説明する。図１は、本発明の第１実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置の系統図である。このガスタービン装置は発電プラントであり、大気中の空気Ａを圧縮する吸気圧縮機１、これに回転軸４を介して連結されたタービン２、および吸気圧縮機１からの圧縮空気ＣＡに燃料Ｆを混入して燃焼させる燃焼器３を有するガスタービン本体ＧＴを備えている。この発電プラントはさらに、液化ガス（ＬＮＧ）の気化冷熱により空気Ａ１を冷却する気化器５と、冷却された空気Ａ１を圧縮して加圧空気Ａ１を前記ガスタービン本体ＧＴに供給する冷空気圧縮機６と、排熱回収ボイラ７とを備えている。ガスタービン本体ＧＴは一軸型であり、前記タービン２と吸気圧縮機１は同一回転軸４に連結されている。この回転軸４にはさらに、図示しない減速機を介して、負荷の一例である発電機８が連結されている。したがって、タービン２は吸気圧縮機１と発電機８とを駆動する。なお、ガスタービンＧＴを二軸型として、第１軸にタービン２と吸気圧縮機１とを連結し、第２軸にタービン２と発電機８とを連結することもできる。前記冷空気圧縮機６は、電動モータのような駆動機９によって駆動されるもので、低温仕様に設計されており、気化器５で冷却された極低温の冷却空気（例えば−100℃）に曝されても十分に機能を発揮できるタイプのものである。

前記気化器５には通路１０ａを介してＬＮＧのような液化ガスが導入され、これが気化されて天然ガスＮＧとなったのち、一部は通路１０ｂを介して都市ガスとして供給され、他の一部は通路１０ｃを介して前記燃焼器３に燃料Ｆとして供給される。また、この気化器５には前記空気Ａとは別ルートで取り込まれる大気中の空気Ａ１を取り入れて除湿するドライヤ１１が接続されており、このドライヤ１１で除湿されて乾燥した空気Ａ１が気化器５に導入され、ＬＮＧの気化冷熱により冷却されるようになっている。前記ドライヤ１１は、例えば多孔質の乾燥材を充填したものであり、この中を前記空気Ａ１が通過することで空気Ａ１中に含まれる湿分が取り除かれる。このように、気化器５に導入する前に、前記空気Ａ１から湿分を取り除いておくことで、気化器５でＬＮＧの気化冷熱により空気Ａ１が極低温に冷却されても氷結するのが抑制されるので、冷空気圧縮機６で効率よく圧縮してガスタービン本体ＧＴに供給することができる。

前記気化器５で冷却された空気Ａ１は、通路１０ｄを介して冷空気圧縮機６に供給され、この冷空気圧縮機６で所定圧まで圧縮された加圧空気Ａ１が、通路１０ｅを介して前記ガスタービン本体ＧＴの吸気圧縮機１の中段Ｍに供給される。これにより、吸気圧縮機１に吸い込まれて圧縮される大気中の空気Ａが加圧空気Ａ１によって混気され、中間冷却される。なお、前記加圧空気Ａ１は、タービン２の第１段ノズルまたは第１段タービンロータの冷却空気として供給してもよい。

次に、上記構成の動作について説明する。吸気として大気中の空気（吸気）Ａ（例えば温度１５℃）が吸気圧縮機１に吸い込まれると、前記空気Ａは、混気前の吸気圧縮機１の中段では、圧縮されて若干高温（例えば１４０℃付近）となっている。一方、前記空気Ａとは別ルートで取り入れられる大気中の空気Ａ１（例えば温度１５℃）が前記ドライヤ１１で除湿されたのち、気化器５でＬＮＧの気化冷熱により冷却されて冷空気Ａ１（例えば温度−１００℃）となる。この冷空気Ａ１が冷空気圧縮機６で圧縮されて加圧空気Ａ１（例えば温度−６〜０℃付近）となって前記吸気圧縮機１の中段Ｍに供給される。これにより、空気Ａに対して前記加圧空気Ａ１が混気されることで前記空気Ａが中間冷却される。つづいて、前記中間冷却された圧縮空気ＣＡ（Ａ＋Ａ１）が燃焼器３に導入され、前記気化器５で気化されて燃焼器３に供給される天然ガスＮＧとともに燃焼される。こうして、燃焼器３で燃焼された高温高圧の燃焼ガスＧ１は前記タービン２に送られ、ここで膨張することによりタービン２が駆動されて、発電機８による発電が行われる。タービン２から放出される排ガスＧ２は排熱回収ボイラ７で蒸気生成のために有効利用されたのち、大気に排出される。

次に、前記第１実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置において吸気Ａの流量に対する加圧空気Ａ１の混気量とプラント発電出力の関係（図２）、および吸気Ａの流量に対する加圧空気Ａ１の混気量とプラント発電効率の関係（図３）について行った実験結果につき説明する。いずれの場合においても、１５００ｋｗ級のガスタービン発電装置への適用例であり、外気温１５℃、全負荷で混気量（吸気Ａの流量に対する％で表示）を変化させたものである。

図２から明らかなように、加圧空気Ａ１の混気量の増加に比例してプラント発電出力が増大している。これは前述のとおり、吸気Ａが中間冷却されたこと等による結果であり、混気量が増加するほど吸気圧縮機１の動力が低減され、プラント発電出力が向上することを示している。また、図３では、加圧空気（冷空気）Ａ１の混気量の増加に比例してプラント発電効率が向上している。これも前記プラント発電出力の場合と同様、吸気Ａに加圧空気Ａ１が混気され中間冷却されたこと等による結果であり、加圧空気Ａ１の混気量が増加するほど吸気圧縮機１の動力が低減され、プラント発電効率が向上することを示している。これら図２および図３に示す結果から、吸気圧縮機１に吸い込まれる吸気Ａに対し、吸気圧縮機１の中段に加圧空気Ａ１を導入して混気することで圧縮にかかる動力が低減され、その結果、ガスタービン発電プラントの出力と効率が向上することが明らかである。

以上のように、第１実施形態によるガスタービン装置によれば、燃料として用いるＬＮＧのような液化ガスの気化冷熱を廃棄することなく、０℃以下の冷却にまで有効活用できる。このとき、冷却された低温の空気の圧縮効率は常温の空気の圧縮効率よりも高いから、その圧縮効率の差に相当する分だけ吸気圧縮機の動力を低減でき、ガスタービン装置の出力と効率を向上させることができる。しかも、別に冷媒を用意する必要もないので、ガスタービン装置の運転コストを低く抑えることができる。

また、夏場のように外気温（４０℃付近）が高い場合であっても、大気中からの吸気Ａに加圧空気（冷空気）Ａ１を混気して吸気圧縮機１で圧縮して用いるので、前記加圧空気Ａ１が前記吸気圧縮機１の中段に供給されることで、中段以降の吸気Ａの温度が低下するから、それだけ吸気圧縮機１の動力が低減される。他方、冷空気圧縮機６は低温の空気を圧縮するから、常温の空気を吸気圧縮機１によって前記中段の圧力まで圧縮するよりも、動力が少なくて済む。こうして、吸気圧縮機１の動力が低減され、ガスタービン装置の出力と効率を向上させることができる。

さらに、ＬＮＧの気化冷熱により常圧・極低温とされた空気Ａ１をガスタービン本体ＧＴ（この場合、吸気圧縮機１の中段）に供給するに先立って、冷空気圧縮機６で加圧して０℃〜常温の加圧空気Ａ１としているので、この加圧空気Ａ１が吸気冷却用として供給されても、前記ガスタービン本体は０℃以下となることがないので、常温仕様で設計された既設のガスタービン装置に適用できる。また、既設のガスタービン装置に対して気化器５と冷空気圧縮機６とを追加するという簡単な構成であるので、既設のガスタービン装置をそのまま有効利用できて、装置製作のコストを低く抑えることができる。

図４は本発明の第２実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置の系統図である。この実施形態では、第１冷空気圧縮機６の下流側に、第２冷空気圧縮機６Ａを配置し、この第２冷空気圧縮機６Ａと燃焼器３との間に、加圧空気Ａ１をタービン２からの排ガスＧ２と熱交換して加熱する再生器１２を設け、再生器１２を出た加圧空気Ａ１を燃焼器３内に供給している。気化器５で冷却され、第１冷空気圧縮機６で圧縮された加圧空気Ａ１は、第２冷空気圧縮機６Ａでさらに圧縮されて圧力および温度が高くなる。この第２冷空気圧縮機６Ａで圧縮された加圧空気Ａ１は通路１０ｅを介して再生器１２に導入される。この再生器１２にはタービン２からの排ガスＧ２が通路１０ｆを介して導入されており、ここで、前記加圧空気Ａ１と排ガスＧ２との間で熱交換が行われる結果、燃焼器３に供給される加圧空気Ａ１の温度は、吸気圧縮機１の出口での圧縮空気ＣＡの温度またはそれ以上にまで高くなる。これにより、燃焼器３での燃料Ｆの使用量を少なくすることができる。また、第１実施形態では、軸流型の吸気圧縮機１を用いた場合、回転する羽根と羽根との間が狭くて、外部からの空気を入れて混ぜる孔を設けるスペースが制約されることがあるが、この第２実施形態では、回転部分を有しない広いスペースに空気を供給できるので、供給のためのノズル構造が簡略化される。

なお、前記再生器１２は必ずしも設けなくてもよい。また、加圧空気Ａ１は吸気圧縮機１の出口、または吸気圧縮機１とタービン２の間の空気通路に導入してもよく、あるいは、前述のとおり、タービン２のノズルまたはタービンロータの冷却空気として供給してもよい。要するに、加圧空気Ａ１は吸気圧縮機１の出口からタービン２内までの間の任意の箇所に供給することができる。

次に、図４の第２実施形態に係るガスタービン装置による吸気および冷空気の状態変化を具体的な数値を挙げて説明する。下記に示す数値の単位は、Ｐ（圧力）がＫＰａ、Ｔ（温度）が℃、Ｇ（流量）がｋｇ／ｓであり、外気温は１５℃である。吸気Ａ（ 101.3Ｐ、15Ｔ、25.6Ｇ）は吸気圧縮機１に吸入されて圧縮され（圧縮比１６）、燃焼空気として燃焼器３に送られる。一方、ドライヤで除湿され乾燥した空気Ａ１（ 103.8Ｐ、15Ｔ、2.22Ｇ）は、燃料であるＬＮＧを気化器５で気化させる際に発生する気化冷熱によって冷却され、冷空気Ａ１（10１.3Ｐ、-100Ｔ、2.22Ｇ）となる。この冷空気Ａ１は２段の冷空気圧縮機６，６Ａで圧縮されて加圧空気Ａ１（1727Ｐ、 152Ｔ、2.22Ｇ）となる。この加圧空気Ａ１は再生器１２に送られて熱交換により加熱されて高温の加圧空気Ａ１（1724Ｐ、403Ｔ、2.22Ｇ）となり、前記燃焼器３に供給される。この高温の加圧空気Ａ１は前記吸気Ａに近い圧力、温度であるので、前記燃焼器３に供給する燃料ガスＮＧ（燃料Ｆ）は増加せず、燃費効率がよい。なお、冷空気圧縮機６，６Ａの動力595kwを差し引いた後のプラント発電出力は7199kw、プラント発電効率は31.2 LHV％となる。

図５は本発明の第３実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置の系統図である。この実施形態では、前記第２実施形態において、大気中の空気Ａを吸気圧縮機１に導入する前に冷却する吸気冷却器１５を追加している。前記吸気冷却器１５は、例えば間接熱交換型の吸気冷却器であり、この場合、吸気を冷却するための冷媒は、排熱回収ボイラ７から得た蒸気を熱源として駆動する吸収冷凍機（図示省略）から供給される。吸気冷却器１５で空気中に含まれる湿分をドレンとして除去し、０℃付近まで冷却された乾燥冷空気Ａが吸気圧縮機１に供給される。この吸気冷却器１５による冷却では、吸気Ａが０℃以下に冷却されることがないので、これが吸気圧縮機１に吸い込まれても常温仕様のガスタービン本体ＧＴの運転になんらの支障もなく、圧縮にかかる動力を低減できてガスタービン本体ＧＴの出力と効率の改善を図ることができる。この吸気冷却器１５として、例えばＬＮＧからの気化冷熱を利用する冷却器を用いることもできる。

また、前記第２実施形態と同様、燃焼器３には、気化器５で冷却され、冷空気圧縮機６，６Ａで圧縮され、再生器１２で加熱された加圧空気Ａ１が導入されるので、燃焼器３での燃料ガスＮＧ（燃料Ｆ）の使用量を少なくすることができる。

次に、図４の第２実施形態および図５の第３実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置について、気温とプラント発電出力の関係（図６）と、気温とプラント発電効率の関係（図７）について行った実験結果を説明する。いずれの場合においても、６５００ｋｗ級のガスタービン発電装置への適用例であり、燃焼器３への混気量は、上述のとおり２．２２Ｇ（８ｔ／Ｈ）である。第２実施形態については、図６のように、気温が高くなるのにつれてプラント発電出力が低下し、図７のように、プラント発電出力も低下している。しかしながら、ガスタービン本体ＧＴへの混気を行わない従来のガスタービン装置（従来例）と比べると、出力および効率共に改善されていることがわかる。第３実施形態については、図６のように、気温が高くなってもプラント発電出力は高い水準を維持し、図７のように、プラント発電効率も高い水準を維持している。これら図６および図７では、従来例と比べると、出力および効率共に大幅に改善されていることはもとより、第２実施形態の場合と比べても改善幅が大きいことがわかる。

なお、気化器５で気化された天然ガスＮＧはガスタービン本体ＧＴの燃料Ｆとして用いなくてもよく、その場合、燃焼器３には他の気体燃料または液体燃料が供給される。また、液化ガスとして、ＬＮＧ以外に、ＬＰＧ、液体窒素等を用いることもできる。さらに、本発明は発電プラント以外に、送風システムのような他のガスタービン装置にも適用できる。

本発明の第１実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置の系統図である。 第１実施形態に係るガスタービン装置での混気量とプラント発電出力の関係を示す特性図である。 第１実施形態に係るガスタービン装置での混気量とプラント発電効率の関係を示す特性図である。 本発明の第２実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置の系統図である。 本発明の第３実施形態に係る冷熱利用のガスタービン装置の系統図である。 気温とプラント発電出力の関係を示す特性図である。 気温とプラント発電効率の関係を示す特性図である

符号の説明

１ 吸気圧縮機
２ タービン
３ 燃焼器
５ 気化器
６ 第１冷空気圧縮機
６Ａ 第２冷空気圧縮機
１１ ドライヤ
１２ 再生器
Ａ 吸気
Ａ１ 加圧空気
Ｇ１ 燃焼ガス
Ｇ２ 排ガス
ＧＴ ガスタービン本体

Claims (8)

1. 大気中の常温の空気を圧縮する吸気圧縮機、前記吸気圧縮機からの圧縮空気に燃料を混入して燃焼させる燃焼器、および前記燃焼器からの燃焼ガスにより駆動されて大気中に排ガスを放出するタービンを有し、前記吸気圧縮機が前記タービンにより駆動される常温仕様で設計されたガスタービン本体と、
   液化ガスの気化冷熱により空気を冷却する気化器と、
   前記気化器で冷却された空気を圧縮することにより−６℃ないし常温に昇温された加圧空気を前記ガスタービン本体の前記吸気圧縮機に供給する冷空気圧縮機とを備えたガスタービン装置。
2. 請求項１において、前記加圧空気が前記吸気圧縮機の中段に供給されているガスタービン装置。
3. 請求項１において、前記加圧空気が前記吸気圧縮機排出口からタービン内までの間に供給されているガスタービン装置。
4. 請求項３において、さらに、前記加圧空気を前記排ガスと熱交換して加熱する再生器を備えたガスタービン装置。
5. 請求項１から４のいずれか一項において、さらに、前記吸気圧縮機に導入される空気を冷却する吸気冷却器を備えたガスタービン装置。
6. 請求項１から５のいずれか一項において、さらに、前記気化器に導入される空気から湿分を除去するドライヤを備えているガスタービン装置。
7. 請求項１から６のいずれか一項において、前記気化器からの気化したガスが前記燃焼器に燃料として供給されているガスタービン装置。
8. 請求項１から７のいずれか一項において、前記冷空気圧縮機が電動モータにより駆動されているガスタービン装置。

Images